close

Вход

Забыли?

вход по аккаунту

?

Спроектировать привод конвейера по заданной схеме и характеристикам

код для вставкиСкачать
Aвтор: Бакачев Андрей 2000г.
Содержание:
№ и наименование раздела№стр.Задание3Исходные данные41. Энергосиловой и кинематический расчет51.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода51.2. Выбор электродвигателя51.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.52. Расчет зубчатой передачи72.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость72.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость112.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе123. Расчет валов143.1. Усилие на муфте143.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче154. Разработка предварительной компоновки редуктора165. Проектный расчет первого вала редуктора176. Построение эпюр186.1. Определение опорных реакций196.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов206.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях207. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора227.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора227.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников268. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора278.1. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "А-А"288.2. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "Б-Б"288.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "B-B"299. Подбор и проверочный расчет шпонок309.1. Для участка первого вала под муфту309.2. Для участка первого вала под шестерню309.3. Для участка второго вала под колесо309.4. Для участка второго вала под цепную муфту3110. Проектирование картерной системы смазки3210.1. Выбор масла3210.2. Объем масляной ванны3210.3. Минимально необходимый уровень масла3210.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес3210.5. Уровень масла3210.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками32Литература33Приложение
Nвых = 2,8кВт
u = 5,6; n = 1500 об/мин
График нагрузки:
T1 = Tmax
Q1 = 1
1 = 0,1
Q2 = 0,8
Lh = 10000ч
1. Энергосиловой и кинематический расчет
1.1. Определение общего коэффициента полезного действия привода
общ = м1 ´ з ´ м2
3 - кпд зубчатой передачи с учетом потерь в подшипниках
3 = 0.97
м1 - кпд МУВП
м1 = 0,99
м2 - кпд второй муфты
м2 = 0.995
1.2. Выбор электродвигателя
Nвход = Nвых / общ
Nвход = 2.8 / 0.955 = 2.93 кВт
Выбираем двигатель 4А90L4
N = 2.2Квт
n = 1425 об/мин
d = 24мм
 = (2.9 - 2.2) / 2.2 ´ 100% = 31.8% > 5% - этот двигатель не подходит
Беру следующий двигатель 4А100S4
N = 3.0кВт
n = 1435 об/мин
d = 28мм
1.3. Определение мощностей, частот вращения и крутящих моментов на валах.
1.3.1. Вал электродвигателя ("0")
N0 = Nвых = 2,93кВт
n0 = nдв = 1435 об/мин
T0 = 9550 ´ (N0 / n0) = 9550 ´ (2.93 / 1435) = 19.5Hм
1.3.2. Входной вал редуктора ("1")
N1 = N0 ´ м1 = 2,93 ´ 0,99 = 2,9кВт
n1 = n0 = 1435об/мин
Т1 = 9550 ´ (N1 / n1) = 9550 ´ (2.9 / 1435) = 19.3 Hм
1.3.3. Выходной вал редуктора ("2")
N2 = N1 ´ 3 = 2.9 ´ 0.97 = 2.813кВт
n2 = n1 / u = 1435 / 5.6 = 256.25 об/мин
Т2 = 9550 ´ (2,813 / 256,25) = 104,94Нм
1.3.4. Выходной вал привода ("3")
N3 = N2 ´ м2
N3 = 2.813 ´ 0.995 = 2.8кВт
n3 = n2 = 256.25 об/мин
Т3 = 9550 ´ N3 / n3
Т3 = 9550 ´ 2,8 / 256,25 = 104,35Нм
2. Расчет зубчатой передачи
2.1. Проектировочный расчет зубчатой передачи на контактную выносливость
2.1.1. Исходные данные
n1 = 1435об/мин
n2 = 256.25об/мин
Т1 = 19,3Нм
Т2 = 104,94Нм
u = 5.6
Вид передачи - косозубая
Ln = 10000ч
2.1.2. Выбор материала зубчатых колес
Сталь 45
HB=170...215 - колеса
Для зубьев шестерни --> HB1 = 205
Для зубьев колеса --> HB2 = 205
2.1.3. Определение допускаемого напряжения на контактную выносливость
[GH]1,2 = (GH01,2 ´ KHL1,2) / SH1,2 [МПа]
GH0 - предел контактной выносливости поверхности зубьев
GH0 = 2HB + 70
GH01 = 2 ´ 205 + 70 = 480МПа
GH02 = 2 ´ 175 + 70 = 420МПа
SH - коэффициент безопасности
SH1 = SH2 = 1.1
KHL - коэффициент долговечности
KHL = 6  NH0 / NHE
NH0 - базовое число циклов
NH0 = 1.2 ´ 107
NHE - эквивалентное число циклов при заданном переменном графике нагрузки
NHE = 60n1,2Lh(T1 / Tmax)3 ´ Lhi / Lh
NHE = 60n1,2Lh(1Q13 + 2Q23 + 3Q33)
n - частота вращения вала шестерни или вала зубчатого колеса
Lh - длительность службы
Lh = 10000ч
NHE1 = 60 ´ 1435 ´ 10000 (0.1 ´ 13 + 0.9 ´ 0.83) = 6 ´ 101 ´ 1.435 ´ 103 ´ 104(0.1 + 0.461) = 48.28 ´ 107
KHL1 = 6 1.2 ´ 107 / 48.28 ´ 107 = 0.539
KHL2 = 6 1.2 ´ 107 / 8.62 ´ 107 = 0.72
Принимаю KHL1 = KHL2 = 1
[GH]1 = 480 ´ 1 / 1.1 = 432,43МПа
[GH]1 = 420 ´ 1 / 1.1 = 381,82МПа
В качестве допускаемого контактного напряжения принимаю
[GH] = 0.5([GH]1 + [GH]2)
[GH] = 0.5(432.43 + 381.82) = 407.125
должно выполняться условие
[GH] = 1.23[GH]min
469.64 = 1.23 ´ 981.82
407.125 < 469.64
2.1.4. Определение межосевого расстояния
a = Ka(u + 1) 3 T2KH / (u[GH])2ba
Ka = 430МПа
ba - коэффициент рабочей ширины зубчатого венца
ba = 2bd / (u+1)
bd = 0.9
ba = 2´0.9 / (5.6 + 1) = 0.27
KH - коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
KH = 1.03
a = 430 ´ 6.6 3 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)2 ´ 0.27 = 2838 ´ 3 108.088 / 1403444.88 = 120.75
2.1.6. Согласование величины межосевого расстояния с ГОСТ2185-66
Принимаю a = 125
2.1.7. Определение модуля зацепления
m = (0.01...0.02)a
m = 0.015´125 = 1.88мм
2.1.8. Определение числа зубьев шестерни "z1" и колеса "z2"
zi = 2acos/mn
 - угол наклона зубьев
Принимаю  = 15
zc = 2 ´ 125 ´ 0.966 / 2.5 = 120.8  120
Число зубьев шестерни
z1 = z0 / (u+1) = 120 / 6.6 = 18.18  18
zmin = 17cos3 = 15.32
z1  zmin
Число зубьев колеса
z2 = zc - z1 = 120 - 18 = 120
uф = z2 / z1 = 102 / 18 = 5.67
u = 1.24%
2.1.9. Уточнение угла наклона зубьев
ф = arcos((z1ф + z2ф) mn / 2a)
ф = arcos((102 + 18) ´ 2 / 2 ´ 125) = arcos0.96 = 1512'4''
2.1.10. Определение делительных диаметров шестерни и колеса
d1 = mn ´ z1 / cosф = 2.18 / 0.96 = 37.5мм
d2 = mn ´ z2 / cosф = 2.102 / 0.96 = 212.5мм
2.1.11. Определение окружной скорости
V1 = d1n1 / 60000 = 3.14 ´ 37.5 ´ 1435 / 60000 = 2.82 м/с
2.1.12. Назначение степени точности n` передачи
V1 = 2.82 м/с --> n` = 8
2.1.13. Уточнение величины коэффициента ba
ba = (Ka3 (uф + 1)3 T2 KH) / (ua[bn]2 a3)
ba = 4303 ´ 6.63 ´ 104.94 ´ 1.03 / (5.6 ´ 407.125)2 ´ 1253 =
= 2.471 ´ 1012 / 10.152 ´ 1012 = 0.253
По ГОСТ2185-66 --> ba = 0.25
2.1.14. Определение рабочей ширины зубчатого венца
b = ba ´ a
b = 0.25 ´ 125 = 31.25
b = 31
2.1.15. Уточнение величины коэффициента bd
bd = b / d1
bd = 31.25 / 37.5 = 0.83
2.2. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на контактную выносливость
2.2.1. Уточнение коэффициента KH
KH = 1.03
2.2.2. Определение коэффициента FHV
FHV = FFV = 1.1
2.2.3 Определение контактного напряжения и сравнение его с допускаемым
GH = 10800 ´ zEcosф / a =  (T1 ´ (uф + 1)3 / b ´ uф) ´ KH ´ Kh ´ KHV  [GH]МПа
zE =  1 / E
E = (1.88 - 3.2 ´ (1 / z1ф + 1 / z2ф)) ´ cosф
E = (1.88 - 3.2 ´ (1 / 18 + 1 / 102)) ´ 0.96 = 1.6039
zE =  1 / 1.6039 = 0.7895
Kh = 1.09
GH = 10800 ´ 0.7865 ´ 0.96 / 125 ´  (19.3 / 31) ´ (6.63 / 5.6) ´ 1.09 ´ 1.03 ´1.1 =
= 65.484 ´ 6.283 = 411.43 GH = (411.43 - 407.125) / 407.125 ´ 100% = 1.05% < 5%
2.3. Проверочный расчет зубчатой цилиндрической передачи на выносливость при изгибе
2.3.1. Определение допускаемых напряжений на выносливость при изгибе для материала шестерни [GF]1 и колеса [GF]2
[GF]1,2 = (GF01,2 ´ KF) / SF1,2
GF0 - предел выносливости при изгибе
GF0 = 1.8HB
GF01 = 1.8 ´ 205 = 368
GF02 = 1.8 ´ 175 = 315
SF - коэффициент безопасности
SF = 1.75
KF - коэффициент долговечности
KF = 6 NF0 / NKFE
KF0 - базовое число циклов
NF0 = 4 ´ 106
NFE - эквивалентное число циклов
NFE = 60nLh ´ (Ti / Tmax)6 ´ Lhi / Lh
NFE1 = 60 ´ 1435 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 16 +0.9 ´ 0.86) = 289.24 ´ 106
NFE2 = 60 ´ 256.25 ´ 10000 ´ (0.1 ´ 16 +0.9 ´ 0.86) = 55.68 ´ 106
KFL1 = 6 4 ´ 106 / 289.24 ´ 106 = 0.49
KFL2 = 6 4 ´ 106 / 55.68 ´ 106 = 0.645
Принимаю KFL1 = KFL2 = 1
[GF]1 = 369 / 1.75 = 210.86
[GF]2 = 315 / 1.75 = 180
2.3.2. Определение эквивалентных чисел зубьев шестерни и колеса
zv1 = z1 / cos3 = 20
zv2 = z2 / cos3 = 113
2.3.3. Определение коэффициентов формы зубьев шестерни и колеса
YF1 = 4.08
YF2 = 3.6
2.3.4. Сравнение относительной прочности зубьев
[GF] / YF
[GF]1 / YF1
[GF]1 / YF1 = 210.86 / 4.20 = 51.47
[GF]2 / YF2
[GF]2 / YF2 = 180 / 3.6 = 50
Менее прочны зубья колеса
2.3.6. Определение напряжения изгиба и сравнение его с допускаемым
GF2 = 2000 ´ T2 ´ KF ´ KF ´ KFV ´ YF2 ´ Y / b ´ m ´d2  [GF]МПа
E = b ´ sinф /  ´ mn
E = 31.25 ´ 0.27 / 3.14 ´ 2 = 1.3436
KF - коэффициент, учитывающий распределение нагрузки между зубьями
KF = (4 + (E - 1) ´ (n` - 5)) / 4E
E = 1.60 ´ 39
n` = 8
KF = (4 + (1.6039 - 1) ´ (8 - 5) / 4 ´ 1.6039 = 0.9059
KF - коэффициент распределения нагрузки по ширине зубчатого венца
KF = 1,05
KFv - коэффициент, учитывающий динамическую нагрузку в зацеплении
KFv = 1.1
Y - коэффициент, учитывающий наклон зуба
Y = 1 -  / 140
Y = 1 - 15.2 / 140 = 0.89
GF2 = 2000 ´ 104.94 ´ 0.9059 ´ 1.05 ´ 1.1 ´ 3.6 ´ 0.89 / 31 ´ 2 ´ 212.5 = 153,40
GF2 = 153.40  [GF] = 180
3. Расчет валов
3.1. Усилие на муфте
3.1.1. МУВП
FN = (0.2...0.3) tм
Ftм - полезная окружная сила на муфте
Ftм = 2000 T1p / D1
T1p = KgT1
Kg = 1.5
T1p = 1.5 ´ 19.3 = 28.95Нм
D1 - расчетный диаметр
D1 = 84мм
Ftм = 2000 ´ 28.95 / 84 = 689.28H
Ftм1 = 0.3 ´ 689.29 = 206.79H
3.1.2. Муфта цепная
D2 = 80.9мм
d = 25мм
T2p = T2 ´ Kg
Kg = 1.15
T2p = 1.15 ´ 104.94 = 120.68Hм
Ftм = 2000 ´ 120.68 / 80.9 = 2983.44H
Fм = 0.25 ´ 2983.44 = 745.86H
3.2. Усилия в косозубой цилиндрической передаче
Ft1 = Ft2 = 2000 ´ T1 / d1 = 2000 ´ 19.3 / 37.5 = 1029.33
3.2.2. Радиальная сила
Fr1 = Fr2 = Ft1 ´ tg / cos
 = 20
 = 15.2
Fr1 =1029.33 ´ tg20 / cos15.2 = 1029.33 ´ 0.364 / 0.96 = 390.29H
3.2.3. Осевая сила
Fa = FaI = Fai+1 = Fa ´ 
Fa = 1029.39 ´ tg15.2 = 279.67H
Величины изгибающих моментов равны:
изгибающий момент от осевой силы на шестерню:
Ma1 = Fa1 ´ d1 /2
Ma1 = 279.67 ´ 37.5 ´ 10-3 / 2 = 5.2438Hм
изгибающий момент от осевой силы на колесо:
Ma2 = Fa1 ´ d2 / 2
Ma2 = 279.67 ´ 212.5 ´ 10-3 / 2 = 29.7149Hм
4. Разработка предварительной компоновки редуктора
l = 2bm
q = bm
bm = 31 + 4 = 35мм
p1 = 1.5bm
p2 = 1.5bk
p1 = 1.5  52.5
a = p1 = 52.5
b = c = bm = 35мм
5. Проектный расчет первого вала редуктора
6. Построение эпюр
6.1. Определение опорных реакций
Вертикальная плоскость
Момент относительно опоры "II"
MвII = Fr1 ´ b - F ´ (d1 / 2) - FrIb ´ (b + c) = 0
FrIв = (FrI ´ b - Fa ´ (dt/2)) / (b + c)
FrIв = (390.29 ´ 35 - 279.67 ´ (37.5 / 2)) / (35 + 35) =
= (13660.15 - 5245.81) / 70 = 120.23
Момент относительно опоры "I"
MвI = FrвII ´ (b + c) - Fr1c - F ´ (d1 / 2) = 0
FIIв = (Fr1 ´ c + Fa ´ (d1 / 2)) / (b + c)
FIIв = (390.29 ´ 35 + 279.67 ´ (37.5 / 2)) / 70 = 270.06
Проверка
pв = FrIIв + FrIв - FrI
pв = 270.06 + 120.23 - 390.29 = 0
Горизонтальная плоскость
Момент относительно опоры "II"
MгII = Ft1 ´ b - FгIг ´ (b + c) + Fм ´ a
FrIг = (Ft1 ´ b + Fм1 ´ a) / (b + c)
FrIг = (1029,33 ´ 35 + 206,79 ´ 52,5) / (35 + 35) = (36026,55 + 10856,48) / 70 = 669,76
Момент относительно опоры "I"
MI = Fм ´ (a + b + c) - FrгII ´ (b +c) - Ft1 ´ c
FrIIг = (Ft1 ´ c - Fм1 ´ (a +b +c)) / (b + c)
FrIIг =(1029.33 ´ 35 - 206.79 ´ (35 + 35 + 52.5)) / 70 = 152.78
Проверка:
pг = FrIIг - Ft1 + FrIг + Fм1
pг = 152.78 - 1029.33 + 669.76 + 206.79 = 0
Определяю полные опорные реакции:
Ft1 =  (FrвI)2 + (FrгI)2
Ft1 =  120.232 + 669.762 = 680.4
FtII =  (FrвII)2 + (FrгII)2 FtII = 270.062 + 152.782 = -310.3
6.2. Построение эпюр изгибающих и крутящих моментов
Эпюра изгибающих моментов в вертикальной плоскости:
МвII = 0
М1`в = FrвII ´ b
М1`в = 270.06 ´ 35 = 3452.1 ´ 10-3
М1``в = FrвII ´ b - Fa1 ´ d1 / 2
М1``в = 9452.1 - 5243.8 = 4208.3 ´ 10-3
МвI = 0
Эпюра изгибающих моментов в горизонтальной плоскости:
МгII = Fм1 ´ a = 0
МгII = 206.79 ´ 52.5 = 10856.5 ´ 10-3
М1г = FrгI ´ b
М1г = 669.76 ´ 35 = 23441.6 ´ 10-3
6.3. Определение диаметров валов в опасных сечениях
В сечении "II"
МIIрез =  (МвII)2 + (МгII)2
T = T1 = 19.3
МIIрез =  (10.856)2 = 10.856
Приведенный момент:
МIIпр =  (МвIIрез)2 + 0.45T12
МIIпр =  (10.86)2 + 0.45 ´ 19.32 = 16.89
В сечении "I"
МIрез =  (М''1в)2 + (МгI)2
МIрез =  4.2082 + 5.3472 = 6.804
МIпр =  (МIрез)2 + 0.45T12
МIпр =  6.8042 + 0.45 ´ 19.32 = 14.62
Определяю диаметры валов
Валы из стали 45
В сечении "II"
dII = 10 3 MIIпр / 0.1[Gu]
dII = 10 3 16.89 / 0.1 ´ 75 = 13.11мм
[Gu] = 75МПа
принимаю dII = 25мм
В сечении "I"
dI = 10 3 MIпр / 0.1[Gu]
dII = 10 3 14.62 / 0.1 ´ 75 = 12.49мм
принимаю dI = 30мм
7. Выбор подшипников качения по динамической грузоподъемности для опор валов редуктора
7.1. Выбор подшипников качения для первого вала редуктора
7.1.1. Схема нагружения подшипников
7.1.2. Выбираю тип подшипников
FI = 680.29
FII = 310
Fa = 279.67
Fa / FrI = 0 / 680.4 = 0 --> ШРО №105
Fa / FrII = 279.67 / 680.4 = 0.9 --> ШРУ
Наиболее нагруженная опора --> "I" опора
Два радиально-упорных подшипника типов 36000, 46000, 66000
7.1.3. Задаюсь конкретным подшипником
ШРУО тип 306205
d = 25мм
D = 52 мм
B = 15 мм
R = 1.5мм
C = 16700H
C0 = 9100H
Fa1 / C0 = 279.67 / 9100 = 0.031
Параметр осевого нагружения
l = 0.34
x = 0.45
y = 1.62
 - угол контакта
 = 12
7.1.4. Определение осевых составляющих реакций от радикальных нагрузок в опорах
S1,2 = l' ´ FrI,II
FrI / C0 = 680.4 / 9100 = 0.075
FrII / C0 = 310.3 / 9100 = 0.34
l'1 = 0.335
l'2 = 0.28
SI = 0.335 ´ 680.4 = 227.93
SII = 0.28 ´ 310.3 = 86.88
7.1.5. Устанавливаю фактические осевые силы FaI и FaII, действующие на опоры "I" и "II"
Fa + SI = 279.67 + 227.93 = 507.6  SII
507.6  86.88
FaI = SI = 227.93
FaII = Fa + SI = 507.6
7.1.6. Определяю эквивалентную нагрузку для каждой опоры
V = 1
Pi = (cVFri + yFai) ´ K ´ Kт
K = 1.1
Kт = 1.4
PI = (0.45 ´ 1 ´ 680.4 + 1.62 ´ 227.93) ´ 1.1 ´ 1.4 =
= (306.18 + 369.25) ´ 1.54 = 1040.16
PII = 0.45 ´ 1 ´ 310.3 ´ 1.62 ´ 507.6 ´ 1.54 = 1481.4
7.1.7. Определяем эквивалентную приведенную нагрузку, действующую на наиболее нагруженную опору
PIIпр = Kпр ´ PII
Kпр = 3 11 + 22
Kпр = 3 1 ´ 0.1 + 0.83 ´ 0.9 = 3 0.5608 = 0.825
PIIпр = 0.825 ´ 1481.4 = 1222.16
7.1.8. По заданной номинальной долговечности в [час] Lh, определяю номинальную долговечность в миллионах оборотов
L = 60 ´ n ´ Lh / 106
L = 60 ´ 1435 ´ 100000 / 106 = 861
7.1.9. Определяю расчетную динамику подшипника
c = PIIпр 3.3 z
c = 1222.16 3.3 861 = 9473.77
Основные характеристики принятого подшипника:
Подшипник № 36205
d = 25мм
D = 52мм
C = 16700H
 = 15мм
r = 1.5мм
C0 = 9100H
n = 13000 об/мин
7.2. Проектный расчет второго вала редуктора и подбор подшипников
d2 = c 3 N2 / n2
c = d1 / (3 N1 / n1)
c = 30 / (3 2.9 / 1435) = 238.095
d2 = 238.095 3 2.813 / 256.25 = 52.85
Принимаю: dII = 45
Подшипник № 36209
d = 45мм
D = 85мм
 = 19мм
r = 2мм
c = 41200H
C0 = 25100H
n = 9000 об/мин
 = 12
8. Уточнённый расчёт на усталостную прочность одного из валов редуктора
Для первого вала редуктора:
Запас усталостной прочности
n = nG ´ n /  n2G + n2 > [n] = 1.5
nG - коэффициент запаса усталостной прочности только по изгибу
nG = G-1 / ((KG / EmEn) ´ Ga + bGm)
n - коэффициент запаса усталостной прочности только по кручению
n =  / ((K / EmEn) ´ a +  ´ m)
G-1; -1 - предел усталостной прочности при изгибе и кручении
G-1 = (0.4...0.43) ´ Gb
Gb  500МПа
G-1 = 0.42 ´ 850 = 357
-1 = 0.53G-1
-1 = 0.53 ´ 357 = 189.2
Gm и m - постоянные составляющие
Ga = Gu = Mрез / 0.1d3
a = m =  / 2 = (T / 2) / (0.2d3)
G;  - коэффициенты, учитывающие влияние постоянной составляющей цикла напряжений на усталостную прочность
G = 0.05
 = 0
Em - масштабный фактор, определяемый в зависимости от диаметра вала и наличия концентраторов напряжения
En - фактор качества поверхности, определяемый в зависимости от способа обработки вала и предела прочности стали на растяжение
KG и K - эффективные коэффициенты концентрации напряжений, которые выбираются в зависимости от фактора концентрации напряжений и предела прочности стали при растяжении
8.1. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "А-А"
d = 20мм
Мрез = 0
n = n = -1 / ((K / (Em ´ En)) ´ a +  ´ m)
-1 = 189.2
a = m = (19.5 / 2) / (0.2 ´ 203) = 6.09
G = 0.05
 = 0
KV = 1.85
K = 1.4
Em = 0.95
En = 1.9
n = 1.89 / (1.4 ´ 6.09 / 0.9 ´ 0.95) = 18.98 > [n] = 1.5
8.2. Запас усталостной прочности в сечении вала "Б-Б"
D = 25мм
T1 = 19.3
Mрез = 10,86
-1 = 189.2МПа
G-1 = 357
KV = 1.85
K = 1.4
Em = 0.93
En = 0.9
Ga = Mрез ´103 / 0.1d3
Ga = 10.86 ´ 103 / 0.1 ´ 253 = 10860 / 1562.5 = 6.95
a = 1/2 T1 / 0.2d3
a = 0.5 ´ 19.3 ´ 103 / 0.2 ´ 253 = 9650 / 3125 = 3.1
nG = (G-1) / ((Kg / Em ´ En) ´ Ga + bVm)
nG = 357 / ((1.85 ´ 6.95) / (0.9 ´ 0.93)) = 357 / 15.36 = 23.24
Vm = 0
n = -1 / ((K ´ a) / (Em ´ En)
n = 189.2 / ((1.4 ´ 3.1) / (0.93 ´ 0.9)) = 189.2 / 5.19 = 36.45
n = nG ´ n /  n2G + n2
n = 23.24 ´ 36.45 /  23.242 + 36.452 = 847.1 /  540.1 + 1328.6 =
= 847.1 /  1868.7 = 847.1 / 43.23 = 196.6 > [n] = 1.5
8.3. Определение запаса усталостной прочности в сечении вала "B-B"
d = 30мм
T = 19.3
Mрез = 6,8
-1 = 189.2МПа
KV = 1.85
K = 1.4
Em = 0.91
En = 0.9
Ga = 6.8 ´ 103 / 0.1 ´ 303 = 2.5
a = 9650 / 5400 = 1.79
nG = 357 / ((1.85 ´ 2.5) / (0.9 ´ 0.91)) = 63.22
n = 189.2 / ((1.4 ´ 1.79) / (0.9 ´ 0.91)) = 61.83
n = 63.22 ´ 61.83 /  63.222 + 61.832 = 3908.9 /  3996.8 + 3822.9 =
= 3908.9 /  7819.7 = 3908.9 / 88.42 = 44.2 > [n] = 1.5
9. Подбор и проверочный расчет шпонок
9.1. Для участка первого вала под муфту
l = lст - (1...5мм)
lст = 40мм
l = 40 ´ 4 = 36мм
d = 20мм
b = 6мм
h = 6мм
T = 19.5
Gсм = 4T ´ 103 / dh(l - b)  [Gсм] = 150МПа
Gсм = 4 ´ 19.5 ´ 103 / (20 ´ 6 ´ (35 - 6)) = 78000 / 3600 = 21.67МПа
21.67МПа  150МПа
9.2. Для участка первого вала под шестерню
lст = 35мм
l = 32мм
d = 30мм
b = 8мм
h = 7мм
T = 19.5
Gсм = 4 ´ 19.3 ´ 103 / (30 ´ 7 ´ (32 - 8)) = 15.3МПа
9.3. Для участка второго вала под колесо
lст = 31мм
l = 28мм
d = 50мм
b = 14мм
h = 9мм
T = 104.94
Gсм = 4 ´ 104.94 ´ 103 / (50 ´ 9 ´ (28 - 14)) = 66.63МПа
9.4. Для участка второго вала под цепную муфту
lст = 81мм
l = 80мм
d = 40мм
b = 12мм
h = 8мм
T = 104.35
Gсм = 4 ´ 104.35 ´ 103 / (40 ´ 8 ´ (80 - 12)) = 19.18МПа
10. Проектирование картерной системы смазки
10.1. Выбор масла
Масло индустриальное 30
ГОСТ 1707-51
Окружная скорость:
 = 2.82м/с
10.2. Объем масляной ванны
V = (0.35...0.55)N
N = 2.8
V = 0.45 ´ 2.8 = 1.26л
10.3. Минимально необходимый уровень масла
hмин = V / L ´ B
L - длина редуктора
L = 2a + 20мм
L = 2 ´ 125 + 20 = 270мм
B - ширина редуктора
B = 35 + 20 = 55мм
hмин = 1.26 ´ 103 / 27 ´ 5.5 = 8.5см3
10.4. Назначение глубины погружения зубчатых колес
hк = d2 / 6
hк = 212.5 / 6 = 35.42мм
10.5. Уровень масла
h = hmin = 85мм
10.6. Смазка подшипников качения консистентными смазками
Солидол УС-2
ГОСТ 1033-79
Литература:
1. Выполнение курсового проекта по предмету Детали машин (методические рекомендации., МГАПИ
2. Методические указания по выбору параметров привода с редуктором на ЭЦВМ. Мартынов Н.Ф.,Лейбенко В.Г..М.,ВЗМИ.1984.
3. Методические указания по расчету передач в курсовом проекте по деталям машин. Живов Л.И.,М.,ВЗМИ.1983.
4. Гузенков П.Г. Детали машин.М.,Высшая школа.1982.
5. Иванов М.Н. Детали машин. М.,Высшая школа.1984.
6. Приводы машин. Справочник. Под общ.ред. Длоугого В.В.Л., Машиностроение.1982.
7. Зубчатые передачи. Справочник. Под общ.ред. Гинзбурга Е.Г. Л..машиностроение.1980.
8. Курсовое проектирование деталей машин. Под общ.ред.Кудрявцева В.Н. Л..Машиностроение.1983.
33
Документ
Категория
Технология
Просмотров
110
Размер файла
166 Кб
Теги
курсовая
1/--страниц
Пожаловаться на содержимое документа